压力管理论文范文
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篇1
论文摘要：在社会竞争日益激烈的今天，人们的工作压力达到了前所未有的高度。企业中的压力管理关系到员工的身心健康和企业的绩效。本文在系统研究的基础上，通过学习国内外大量文献资料，对压力、压力源的概念及理论进行了研究综述。
引言
当前快节奏的工作和生活，使人们的观念、心理、行为发生了一系列的变化，产生了各种适应或紧张症等与压力有关的疾病。压力问题已经开始引起社会各界的高度重视，已成为社会的焦点问题,有关压力的研究已经成为心理学、医学、社会学、管理学等共同关注的热点领 域。
在企业管理中，工作压力管理已成为人力资源管理的一个重要方面。过度、持续的工作压力不但是造成员工健康和安全隐患的重要问题，还会导致一些组织问题，如员工不满、消极怠工、高离职率、缺勤和低生产率等。对压力进行管理，尤其是对工作压力源的分析与探讨极为必要。
一、压力的内涵和相关理论
1.基本概念的界定
(1)压力
“压力”这个词对我们并不陌生，几乎每个人都经历过压力。它被广泛地应用在人们的生活和工作之中。对压力的认识最初源自物理学，是指物体受到试图扭曲它的外力的作用，在其内部产生相应的力。以后对压力的认识扩展到医学领域。随着工业化、城市化以及信息革命的发展，压力的研究在强烈的社会需求推动下，从医学领域迅速扩展到社会学、心理学、管理学等几乎所有学科研究领域，引起如社会学、心理学、生理学等许多学科专家的关注。关于压力的定义也有很多种，综合各界学者对压力的定义，对压力含义的界定总体上可以概括为刺激说、反应说和刺激—反应说三大类。
第一，刺激说。刺激说认为压力就是作用于个人的力量或刺激，从而导致人的紧张的反应。这种定义借助物理科学中压力的定义，认为压力是某些可能会导致分裂性结果的特质或事件。把压力看成是人对外界的刺激所引起的生理的紧张、恐惧等，强调的是人的一种生理反应，认为人们所承受的压力是有限的，当压力超过人所能承受的极限时，将会造成永久的破坏。这是早期对压力分析的观点。这种观点的主要代表有Weiss等。刺激说的观点主要集中注意于压力刺激的实质，关心压力的来源是什么。主要强调了压力的外部因素，而较少考虑到个人对压力程度的感知和评价，也没有注意到对压力反应的处理策略。
第二，反应说。反应说把压力看做是个体对某些刺激物的反应，是由于环境刺激物的影响，使人们呈现出的一种心理的反应。这一理论强调压力是个体对环境要求的一种反应，而不是外界环境对个体的一种压力。把压力看成是人的主观感受，着眼于人们对待压力的体验和认知，并且认为压力是以反应为基础的模式，它强调人的心理和精神方面。
第三，刺激—反应说。刺激—反应说认为压力是个体与压力源之间一个相互作用的过程，个体感受到的压力来源于个体对情境的察觉和评估，不同的人在不同的时期对压力的感受不同。根据刺激—反应说，压力是个人特征和环境刺激物之间相互作用的后果，是形成个体生理心理及行为反应的过程。不仅包括环境刺激造成的紧张也包括人们对环境刺激的主观反应，更重要的是它还包括个体特征差异及对待压力策略的其他因素。这是一个动态的认知过程，它全方位、多视角地考察了个人特征与外界刺激之间的相互作用、相互影响的关系。
(2)工作压力
在企业压力管理中，我们以研究工作压力为主。在本文中，压力即指工作压力。工作压力（WorkStress）概念是从压力定义衍生而来，简单来说是指当压力发生在工作场所时就称之为工作压力。我国学者徐长江（1999）把工作压力定义为：在工作环境中，使个人目标受到威胁的压力源长期地、持续地作用于个体，在个体及应付行为的影响下，形成一系列生理、心理和行为的反应过程。工作压力概念有广义和狭义之分。广义上的工作压力包括个体在工作情境中体验到的压力和来自工作场所之外的对工作产生影响的压力，而狭义的工作压力仅为工作情境中的压 力。
2.有关压力研究的理论
压力管理研究在西方已经近100年，研究者从不同角度提出了有关压力管理的相关理论。
(1)压力主体特征理论
压力主体特征学说认为压力的产生与个人的某些主体特征，特别是主体的需求与能力有关，当个体有较高的需求与期望发生，但又感到自我能力有所不及时，就会在行为活动过程中感到压力。这一学说思想强调了个人主观因素，特别是需求与能力对于压力形成于反应过程中的重要影响，解释了不同个体在同样压力环境中的个别差异原 因。
(2)个体—环境匹配理论
个体—环境匹配理论或称为P-E模式，该理论认为环境变量和个人相关特征决定压力是否会产生。French和Caplan(1972)提出的这一理论是工作压力领域中运用最多、得到最广泛接受的理论之一。French等人认为引起压力的原因不是单纯的环境因素或个人因素，而是个人和环境相联系的结果。工作的压力是由于个体能力与工作要求不匹配(misfit)。只有当个性特征与工作环境相匹配(fit)时，才会出现较好的适应(3)工作需求—控制理论
Karasek(1979)提出的工作需求—控制模式(简称JD-C模式)也是研究工作压力的一个很有影响的理论模式。Karasek以大量有关职务再设计和员工压力的研究为基础建立了JD-C模式，从工作特征出发，对工作压力做出解释和预测。所以它还被称为工作压力模式。Karasek认为工作压力来源于工作本身所包含的两个关键特征，即工作要求和工作控制的共同影响。它包含两个基本假设：
①高工作要求，低工作控制导致高工作压力。
②当工作要求和工作控制均处于高水平时，工作动机增强，因此有利于提高员工的工作绩效和工作满意度。进入20世纪80年代后，这一模式中又加入了一个社会维度：社会支持，使这一模式成为工作需求—控制支持模式(简称JDCS模式)。
(4)认知交互作用理论
认知交互作用理论是一个以认知评价过程为基础的工作压力模式。该理论提出者是美国心理学家RichardS.Lazarus。Lazarus认为在压力源与压力反应之间存在着两个阶段的认知评价过程。个体首先要评价外界事件是否具有挑战性或威胁，然后对自己所能获得的应对资源如个人能力和社会支持等进行评价，当个体认为后者不足以应对外界的威胁性事件时，工作压力便产生了。
Lazarus认为传统的工作压力研究将环境条件和个体特点看做是分离的和不变的，没有正确地描述工作压力的问题。个体—环境匹配理论虽然比传统理论的思维推进了一步，通过对个体和环境之间的关系来考虑工作压力产生的原因，但这一理论的问题是它仍然把个体和环境都看做是静止的、不变的。Lazarus(1995)认为，压力不是个人特点的产物，也不是环境的产物，压力的产生是某一种环境与某一种人所做的对环境所可能产生的威胁的评价结合的结果。在交互理论中，压力是一个过程，这一过程随着时间和面临的任务而产生变化。个体和环境的关系，以及个体与环境的匹配程度，无论在时间上、工作任务或活动上，都不是固定不变的。由于这一理论对数据的涵盖性和易检验性，使得它受到很多工作压力研究领域者的重 视。
二、压力源及其理论研究
1.压力源概念
压力源即压力的来源，又称应激源或紧张性刺激。是指导致压力的刺激、事件或环境，可以是外界物质环境、个体的内在环境及心理社会环境，主要包括两部分，即生活压力源和工作压力源。
工作压力源包括导致工作压力反应的情绪、刺激、活动等。是员工在工作活动中所承受的对其身心活动造成一定影响的外在刺激因素，是个体对工作压力感知的一种主观评价。它是改变个体心理和身体健康状态的主要原因。构成压力源的因素很多，各个因素之间会相互影响，构成复杂的系统，当个体长期处于这些压力源系统中，不仅仅是对他个人，对组织也同样会带来消极影响。在压力管理过程中，了解压力源是基础。所以工作压力源成为研究者和实践者关注的重点。
2.压力源研究的理论回顾
Weiss(1976)认为工作组织中的压力源主要有：工作本身因素；组织中的角色；职业发展；组织结构与组织风格；组织中的人际关系。
Whettent和Cameron把压力源归纳为时间压力、互动压力、情景压力和期望压力四个方面。
Cooper，C.L.和Marshall(1978)对白领工作人员的工作压力研究认为，工作压力源主要有：工作本身因素、组织中的角色、工作中的关系、职业发展、组织结构和组织倾 向。
Ivancevich和Matteson(1980)借鉴了以前的研究成果，认为工作压力源可分为组织内部压力源和组织外部压力源两部分，强调了个体差异和个人对压力感知的影响作用。他们把压力源分为五个基本类型：生理条件、个人层面、团队层面、组织层面和组织外因素。其中，个人层面涉及角色和职业发展，组织层面包括组织倾向、组织结构、工作设计和任务特征。
Hendrix，W.H.（1995）等人的研究中，将引起压力的因素分为3类：组织内部的因素、组织外因素和个人特 征。
Summers，T.P（1995）等人将引发工作压力的原因分为四类：个体因素特点、组织结构特点、组织过程特点、角色特点。
罗宾斯((1997)确认了三种类型的潜在的压力源：环境、组织和个人压力因素，并认为这三种因素是否会导致现实压力感的形成取决于个体差异(如工作经验、个人认知等)。环境因素包括经济、政治和技术的不确定性；组织因素包括任务要求、角色要求、人际关系要求、组织结构、组织领导作风和组织生命周期；个人因素则包括家庭问题、经济问题和个性特点。
近几年，我国对工作压力源的研究比较多，研究的内容主要有两方面，一类是通过调查，对某一行业、某一岗位的工作者的压力源进行识别；另一类是以压力源中的某一变量为研究对象，剖析该变量与其他变量的关系。
第一种研究所涉及的对象包含了各个行业、岗位的工作者，有医生、教师、公务员、科技工作者、知识型员工、经理人员等，基本上都是通过问卷调查的形式对该类工作者的工作压力源进行了分析，也有的学者只做了定性分 析。
张继红（2005）通过对航天科技人员工作压力与绩效的相关性分析，发现航天科技人员所承受的工作压力主要来自于“工作环境”、“工作角色”、“组织、人际关系”、“工作回报”和“工作时间”五个方面。
舒晓兵（2006）对我国国有企业和私营企业管理人员的工作压力源进行了比较和分析。
赵春燕（2007）对国有企业、外资企业和私营企业三类研发人员的工作压力状况进行比较研究。
第二种研究一般就工作压力源中的不同变量之间的关系进行研究，以进一步明确工作压力源中的变量之间是否相互影响及影响程度。马可一(2000)在工作情景中认知资源与职业关系的研究中，把管理人员的工作压力分为任务压力、竞争压力、人际压力和环境压力四个部分。
汤毅晖（2004）对管理人员工作压力源、控制感、应对方式与心理健康的关系进行研究，探讨工作压力源、控制感、应对方式和心理健康关系。
曹静（2005）研究管理人员工作压力源与工作倦怠的关系及其影响因素。其中将应对方式和社会支持作为中介变量同时引入工作压力源—工作倦怠的研究。
弋敏（2007）对知识型员工工作压力实证研究，知识型员工的主要工作压力源分别为工作任务、工作背景和氛围、职业发展、人际关系及组织结构和文化。
三、压力源的测量
工作压力的准确测量是研究工作压力管理的基础，国内目前尚未研制出较为成熟的工作压力测量工具，大多直接借鉴使用国外的压力测量工具。比较有影响的、广泛使用的工作压力测量工具主要有：
1.职业压力指标量表(OSI)
职业压力指标量表是CooperSloan和Williams于1988年设计的测量工作压力的一个指标体系。它从压力源、个性特征、控制源、应对策略、工作满意度、生理健康状况和心理健康状况七个方面来全方位地衡量工作压力状况。
2.McLean’s工作压力问卷
McLean’s工作压力量表中的问卷是美国心理学家McLean教授编制的。该问卷由应对能力、工作满意度和工作压力源三个量表组成。
3.工作内容问卷
著名的工作压力JD-C模式的提出者Karasek教授于20世纪70年代研制了工作内容问卷。该问卷原用于工作压力与高血压、心脏病的关系研究，现已被广泛应用于评价职业人群的工作压力水平。
4.工作控制问卷
工作控制问卷是美国国家职业安全卫生研究所的Hurrell和McLaney于1988年研制的，该问卷主要从工作压力源的角度来衡量个体面临的压力，调查内容与个体对工作情境中的人、事、物的控制程度密切相关。
5.职业压力问卷调整版（OSI-R）
职业压力调查量表最早是由Osipow于1981年设计的工作压力测量问卷，经过20年的使用和反复修订完善，于1998年重新推出了该量表的调整版本。OSI-R量表由职业角色问卷、个体紧张反应问卷和个体能力问卷三个量表构成，共有140个测试项目。
6.工作压力量表
Paker和Decotiis（1983）编制的工作压力量表，已在许多研究中得到使用，并被证明具有较高的信度和效 度。
目前国内还没有较为成熟的工作压力测试工具，研究者大多是借鉴和使用国外的压力测量工具，但还有部分学者在对我国不同行业职员工作压力的研究中，结合国情和行业特点，在传统测试工具的基础上进行改进和完善，设计出了新的压力测量工具。
四、研究展望
综上所述，各种理论从不同的侧面分析了压力的形成，如何将上述工作压力理论加以综合考虑，以期能完整解释实际的工作压力现象，这值得进一步研究。
现实生活中极少有纯粹的单一性压力源，多数压力源都包含两种以上的因素，几种压力源之间既互相区别又互相联系，今后对压力源的研究，一般都应该把几种压力源作为整体加以考虑。
不同的压力源测量工具，对企业的压力管理提供了指导。早期的压力研究较多采用横切面法,最近的压力研究中注意更多运用纵向研究设计。
压力管理中的相关理论，几乎都是以国外特别是西方企业文化为背景的,这些理论和模型在我国企业文化背景下的适用性有待进一步验证和深入研究。
作者单位：首都经贸大学
北京服装学院
参考文献：
[1]舒晓兵.管理人员工作压力源及其影响[J].统计研究,2005,(9):29-35.
[2]石林.工作压力理论及其在研究中的重要性[J].心理科学进展,2001,(10):433-435.
[3]徐长江.工作压力系统研究:机制、应付与管理[J].浙江师大学报,1999,(5):29-35.
[4]马剑虹,梁颖.管理者工作压力高阶因素结构分析[J].应用心理学,1997,(2):21-26.
[5][美]斯蒂芬•P.罗宾斯著,孙建敏,李原译.组织行为学[M].北京:中国人民大学出版社,1997:478.
[6]LazarusRS.PsychologicalStressintheWorkplace[J].JournalofSocialBehaviorandPersonality,1991,(6):1-13.
篇2
关键词：性能带变排量压缩机汽车空调稳态特性
1前言
汽车空调系统的无级变排量摇板式压缩机(以下简称变排量压缩机)摒弃了传统的离合器启闭压缩机调节方式，可以根据车内负荷变化改变摇板角度和活塞行程，实现了汽车空调系统连续运行，不会引起汽车发动机周期性的负荷变化，车内环境热舒适性好，降低能耗，节约燃油[1,2]。但是在由变排量压缩机和热力膨胀阀组成的汽车空调制冷系统会出现系统振荡[3,4]和蒸发器结霜现象，为了解决这些问题，必须对系统的稳态特性进行分析。
只有很少研究者对变排量压缩机汽车空调制冷系统特性进行过分析。Inoue等人[3]在对汽车空调制冷系统中七缸变排量压缩机和热力膨胀阀的匹配问题进行了试验研究，但是没有理论分析。Lee等人[5]对变排量压缩机汽车空调制冷系统的稳态特性进行了试验研究和理论分析，但是认为在变活塞行程情况下参数是一一对应关系。
本文在变排量压缩机稳态模型基础上，建立变排量压缩机汽车空调制冷系统稳态模型并进行试验验证，然后对系统特性进行分析。
2系统稳态模型
变排量压缩机汽车空调系统由变排量压缩机、蒸发器、冷凝器和储液干燥器、热力膨胀阀以及连接管道组成，制冷剂采用R134a。为简化模型，忽略各连接管道的压力损失和热损失。与定排量压缩机汽车空调系统最大的不同是变排量压缩机，所以重点介绍变排量压缩机模型建立。
2.1变排量压缩机模型
本文研究的压缩机为五缸变排量摇板式压缩机，其排量可以在每转10cm3到156cm3范围内无级变化。根据变排量压缩机的控制机理和结构特点，图1给出了压缩机模型关系图。首先建立控制阀数学模型从而确定摇板箱压力Pw随排气压力Pd和吸气压力Ps的变化规律，然后建立压缩机运动部件动力学模型确定活塞行程Sp与排气压力、吸气压力、摇板箱压力和压缩机转速Nc的关系，再通过压缩过程模型由排气压力、吸气压力、吸气温度、活塞行程和压缩机转速来确定压缩机制冷剂流量Mr和排气温度，这样以上三个模型就组成了变排量压缩机的稳态模型。
图1压缩机模型关系图
根据我们的研究发现，变排量压缩机由于活塞行程减小时运动部件（如轴套同主轴之间）的摩擦力矩与活塞行程增大时相反，活塞行程减小时摩擦力矩与吸气压力形成的力矩同向，行程增大时摩擦力矩与吸气压力形成的力矩反向，所以行程增大时临界吸气压力（活塞行程刚要增大时的吸气压力）Ps,cu大于行程减小时临界吸气压力Ps,cd。当Ps,cd≤Ps≤Ps,cu，压缩机出现了一个“调节滞区”，活塞行程Sp不会发生变化。根据控制阀的数学模型和运动部件动力学模型，可以计算出不同排气压力、压缩机转速和摇板角下行程增加和行程减小时临界吸气压力，并拟合出行程减小时和行程增加时的临界吸气压力与排气压力、压缩机转速和活塞行程的如下关系式：
（1）
（2）
式中，Pd0为基准排气压力，Ad(α,Nc)，Bd(α,Nc)，Au(α,Nc)，Bu(α,Nc)是与压缩机转速Nc和摇板角а有关的系数。
根据压缩机几何关系，可以导出活塞行程Sp与摇板角а的关系式，则公式（1）和（2）给出了活塞行程与排气压力、吸气压力和压缩机转速的关系。
压缩机流量和出口焓值可用下式计算：
（3）
（4）
最大活塞行程情况下的容积效率和指示效率计算公式根据我们的试验数据拟合得到。在部分活塞行程情况下，我们提出相对容积效率和相对指示效率的概念。相对容积效率是部分行程的容积效率同相同工况与转速下最大行程容积效率之比，而相对指示效率是相同工况和转速下部分行程指示效率与最大行程指示效率之比。我们的试验研究发现，压缩机工况对相对容积效率和相对指示效率的影响可以忽略不计。根据试验数据可以拟合出相对容积效率和相对指示效率计算公式如下：
（5）
（6）
公式（1）～（6）就组成了变排量压缩机稳态数学模型，可以由排气压力、吸气压力、吸气温度、活塞行程和压缩机转速来确定压缩机制冷剂流量和排气温度。
2.2其它部件模型
本文研究的蒸发器为四通道五列管片式蒸发器。蒸发器长0.2625m,高0.228m，厚0.084m,外表面传热面积5.5m2。蒸发器稳态模型采用集总参数法，将蒸发器分为两相区和过热区两个区域。
考虑到汽车空调部件组成特点和求解方便，将冷凝器和储液干燥器组合在一起，储液干燥器作为冷凝器过冷区的一部分。本文研究的冷凝器为平行流冷凝器，传热管为多孔矩形通道扁管，13/9/7/5通道分布,冷凝器长0.35m，高0.56m,厚0.02m,外表面传热面积5.58m2。冷凝器稳态模型采用集总参数法，将冷凝器分为过热区、两相区和过冷区三个区域。
热力膨胀阀为交叉充注吸附式H型球型快开阀,公称容量为2冷吨。通过热力膨胀阀阀杆受力方程得出阀开度，采用热力膨胀阀流量计算公式计算流经热力膨胀阀的制冷剂流量。
将变排量压缩机、蒸发器、冷凝器和储液干燥器和热力膨胀阀四个部件稳态模型按照部件进出口参数关系有机结合，就组成了变排量压缩机汽车空调制冷系统稳态模型。
2.3系统稳态模型验证
图2为处于行程减小和增大临界状态不同压缩机转速稳态点试验数据和模拟结果的比较，试验条件：在Teai＝25℃，Tcai=33℃，蒸发器高档风速，冷凝器迎面风速2.8m/s。按照试验条件对蒸发压力Pe和制冷量Qe随Nc的变化进行了模拟计算。
（a）Pe-Nc关系图（b）Qe-Nc关系图
篇3
特别是农村电网改造专项投入的增加，供电电压质量有了明显提高，但此过程中也出现了许多新情况、新问题，这些问题在个别单位还比较严重，主要体现在以下方面。
一是低电压治理规划不科学。个别地区低电压治理没有规划，没有统筹考虑所辖供电区域中低电压问题，没有认真分析低电压出现的原因，简单将低电压原因归结于变压器容量小、供电线路健康水平低等，从而使低电压治理方案缺乏科学性、针对性和实用性。
二是低电压治理工程项目立项不科学。有些企业在制定投资计划时，工作不深入，项目的立项仅仅依靠供电所的上报数据和公司的可投入资金，先将项目资金数量明确，然后以供电所上报的改造项目为准，个别供电所甚至让农电员工自己上报改造台区或线路，或者依据与行政村的关系确定台区和线路改造与否。出现一个台区五年改四次、另一个台区十年没有改一次的状况。
三是低电压治理项目设计不科学。目前台区线路改造标准不符合现场实际的情况比较突出，在制定设计标准时没有体现实事求是的差异性，盲目按照上级制定的标准进行设计，没有进行投资技术经济分析，建设标准超高现象时有出现。
四是低电压治理项目建设过程管理不科学。工程建设监理不严，个别工程没有进行全过程管理，没有按图施工，施工随意性大，现场监督缺失，验收把关不严，导致供电设备解决旧问题的同时出现了新问题，设备带病投入运行，为电网安全运行埋下隐患。
五是电压质量的改善出现了新问题。过去电压质量不合格的情况中，主要问题是电压低，特别是在比较偏僻的地区，人们基本的照明也不能保证，电气设备无法正常工作。经过中低压电网建设改造，整体电压合格率有了明显提升，电压不合格主要问题表现为局部电压超上限，电压超下限的问题数明显减少。
二、总结
篇4
沈阳金通汽车公司要求“金通燃气管线”的压力始终保持在80-90kPa之间，沈阳城市燃气管网一般都在50kPa左右，显然不能满足金通公司的用气要求。2000年6月到11月沈阳市煤气总公司和上海市公用事业研究所在现有工况的基础上，因地制宜开发了“燃气管线压力自动监控系统”经半年多的实际运行满足了金通用气要求，达到了预期的效果。
一、燃气管线压力自动监控系统简介
1、燃气管线压力自动监控系统工艺设计
(1)实际工况：沈阳市煤气总公司储配站有一座15万立方米干式气罐；四台压送机，其中二台12000米3/时，二台7200米3/时；2200公里城市管网；管网压力在用气低峰时处在50kPa以下，用气高峰时保持在50kPa以上。“金通燃气管线”0．8公里，口径DN300与压送机出口连接，并与城市管网相通；
(2)工艺设计方案：由于“金通燃气管线”口径小，管线短，用气量少，但需要压力高；而城市管网口径大，管线长，用气量大，可以在“金通燃气管线”与城市管网之间加装一个阀门，平时开一台压送机，很容易提升“金通燃气管线”的压力，多余压力通过阀门泄放到城市管网中去；
(3)设计方案优点：
第一、投资少，只要增加一台能根据压力而自动调节开启度的电动阀门，如采用变频电机等调压方法其投资都比这种方案大得多；
第二、城市管网的可容性很大，通过城市管网卸压不会造成城市管网压力的急剧变化；
第三、平时只开一台压送机足以保证“金通燃气管线”的压力，多余压力通过阀门泄放到城市管网中去可以少量提高城市管网压力，减少用气高峰时开动压送机的台数；
2、系统组成和各部分功能
根据工艺方案形成的燃气管线压力自动监控系由压送机、电动阀门、管线压力变送器、压力自动监控仪和辅助电器组成：
(1)压送机是金通管线的升压设备，将储气罐的燃气压送进金通管线，提高管线压力；
(2)电动阀门是调节管线压力的执行机构，金通管线压力高时，电动阀门受控开启，将压力卸放到城市管网，金通管线压力低时，电动阀门受控关闭，提高金通管线压力，通过阀门开启度的变化来调节金通管线的压力；
(3)管线压力变送器是系统监控管线压力的一次仪表，一方面检测和显示管线压力情况，另一方面为压力自动监控仪提供管线压力监控依据；
(4)压力自动监控仪是管线压力自动监控系统的心脏，它接受压力变送器的信号，根据使用者预先设定的工况参数进行运行，控制电动阀门的开启度从而调节管线压力稳定在需要的范围内。压力自动监控仪设定参数在压力变送器量程范围内(0～160kPa)可设定上上限、上限、下限、下下限四点五段，线区》lkPa，响应速度1秒钟；
3、系统自控运行基本原理
在压送机开机情况下，压力自动监控仪检测到金通管线压力低于下下限时，指令电阀关闭，电阀缓慢关闭过程中金通管线压力随之上升，到达下限时指令电阀停止，由于压送机仍在加压金通管线压力继续上升，金通管线压力到达上上限时压力自动监控仪指令电阀开启，电阀缓慢开启过程中压送机管线压力随之下降，到达上限时指令电阀停止。压送机每小时的压送量基本稳定，如果金通用气量也基本稳定，那么经过几次调整，阀门开启度就会稳定在某个数值，金通管线压力也会稳定在原设置的数值内；如果金通用气量产生波动，自控系统重新调整达到新的平衡；
二、燃气管线压力自动监控系统技术
1、压力变送器：采用中日合资横河仪表公司生产的EJA压力变送器，其主要特点是精度高(±0．075％)、稳定性好、对环境要求低且免维护，有LED四位数显，符合长期连续使用的要求；
2、电动阀门：双闸板燃气专用阀门，配用隔爆型电动装置，具有限位控制、过转矩控制、运行指示和开启度信号输出等功能；
3、压力监控柜：集检测和控制于一体的立柜，主要功能有
A、采集金通管线压力变送器信号；
B、采集阀门全开、全关、过转矩和开启度信号；
C、根据设置要求自动控制电阀开、停、关；
D、输出电阀开、关动力源；
E、RS232接口与上位计算机连机；
F、LED四位数显金通管线压力、电动阀门开启度，灯光显示电阀开、停、动、关和压力越上上限、上限、下限、下下限，压力越上上限、下下限时拌有声响报警信号；
4、系统技术要点：
A、系统采用单片微机技术，软件采用汇编语言和MBASIC混编方法，适用于功能比较专一的设计要求，即经济又实惠；编制的基本程序固定在EPROM内，增加运行的稳定性和可靠性，根据工况设置参数采用功能键，其内部采用可擦写的E2pROM芯片，具有灵活性，适应各种需要；
B、压力自动监控仪采集信号、设置、运算等都是弱电，而拖动电动阀门却是强电，以弱控强在理论上是可行的，但在实践中往往会碰到一些问题，主要是干扰问题。在解决干扰问题中采取多种措施并用的办法，主要是继电器隔离、对干扰源增加吸收电路、电抗性元件远离弱电部分、提高仪器抗干扰能力、软件部分利用其智能性滤除干扰等；
C、系统在整体设计中考虑工况实际需要采用一用一备、人工、自动切换、灯光显示和声音报警等多种功能；
三、编后语
1、本系统经过半年多的运行，达到了设计要求，说明原设计思路是正确的、可行的，现在进行总结以完善和提高系统水平；
篇5
在分析工作原理与运动机构的基础上，建立了转缸旋转压缩机的力学分析模型。针对电动功率为1kw的R410A房间空调器用转缸旋转压缩机的动力性能进行了分析，分析结果表明：转缸旋转压缩机比较适合处理HFC类制冷工质；转缸的摩擦损失较大，克服此缺点将是提高该压缩机效率的关键所在。
关键词：压缩机；空调器；动力性能；R410A
HFC类制冷剂不含氯原子，会使压缩机性能降低，因此在开发新一代R410A旋转压缩时，要求运动机构简单，滑板的滑动速度和承受的压力差尽可能低，以保证机器具有较高的可靠性和效率。根据这一思路，二十世纪90年代末开发出了转缸旋转压缩机[1]。本文旨在建立转缸旋转压缩机的力学模型，并对其力学特性进行分析。
1转缸旋转压缩机
与传统的旋转压缩机相比，转缸旋转压缩机的最大特点是省去了滑板，气缸随滚动活塞一起转动，其基本结构如图1所示。它主要由带偏心轮的主轴、滚动活塞、转动气缸和缸壳等四个基本零件组成，气缸同心地装入缸壳内孔中，其外表面为圆形，内表面呈椭圆形（腰形孔），套在偏心轮上的滚动活塞安装在气缸内孔中，吸、排气孔分别对称地布置在气缸内孔短轴两侧的气缸端盖上。结构上做成主轴中心Os与气缸中心Oc的距离等于主轴的偏心距，活寒半径理论上等于气缸内孔的半短轴。这样一来，活塞外表面与气缸内表面之间就出现两个对称的切点，将气缸内孔分为两部分，即吸气腔和压缩腔。主轴带动活塞旋转时，活塞拨动气缸体在缸壳内孔中绕其轴线转动，由于结构尺寸的保证，气缸相对其中心线转动的速度仅为主轴转速的一半，于是活塞相对气缸内孔作往复运动，使吸气腔和压缩腔的容积连续发生变化。
图1基本结构
转缸旋转压缩机制工作过程如图2所示。在θ=π时，滚动活塞中心Op与气缸中心Oc重合，这时活塞对气缸的推动力矩为0，此时会出现"卡死"现象，即此时活塞无法拨动气缸转动。为了能够连续运转，这种机构理论上要求两缸或多缸错开一定角度布置。
图2工作过程
2运动与受力分析
2.1工作腔的几何关系
转缸旋转压缩机的几何关系如图3所示，由于OcOs=OsOp1,于是气缸绕其中心的转角ψ与主轴转角之间θ的关系为：
ψ=θ/2（1）
从图1可以看出，气缸内孔长轴的长度L为：
L=2（2e+rp）(2)
式中e--主轴中心偏离气缸中心的距离
rp--滚动活塞的半径，理论上等于气缸内孔的半短轴
图3运动机构的几何关系
由图4可知，滚动活塞中心Op1在OcXcYc坐标系中的坐标为：
式中r--偏心轮的旋转半径，即r=e
滚动活塞中心Op1与气缸中心Oc之间的距离s1为：
将θ=0即滚动活塞片于止点作为位移计算的参考位置，则滚动活塞的位移为：
s=2r-s1=2r[1-cos(θ/s)](5)
滚动活塞的行程为：
S=4r=4e（6）
吸气腔容积为：
Vs=2rpHs=4eHrp[1-cos(θ/2)]（7）
式中H--气缸轴向高度
图4作用于气缸体上的侧向力
最大吸气容积为：
Vsmax=2rpHs=8eHrp(8)
压缩腔的容积为：
Vc=Vsmax-Vs=4eHrp[1+cos(θ/2)](9)
压缩机的理论容积流量为：
qVth=VsmaxnZ=8eHrpnZ(10)
式中n--主轴的每分钟转数
Z--气缸数
假设压缩腔内的压缩过程为多方过程，则其内的压力Pc为：
式中Ps--吸气压力
m--多方压缩指数
2.2运动分析
转缸旋转压缩机中，只有主轴、气缸和滚动活塞三个运动件。通过上述分析可知，主轴和气缸均绕其中心作匀速转动，主轴绕Os的转动角度速度为ω（=nπ/30）,气缸绕Oc的转动角速度ωc为：
ω=ω/2（12）
滚动活塞的运动为复合运动：相对运动为绕偏心轮中心的转动，牵连运动为绕主轴中心的转动，绝对运动为绕主轴旋转中心的转动。
若以气缸体为参照物，滚动活塞沿气缸内孔作往复运动，其沿气缸内孔滑动的速度为：
滚动活塞沿气缸内孔滑动的加速度为：
滚动活塞沿气缸内孔滑动的平均速度为：
2.3受力分析
（1）作用于滚动活塞的气体力如图5（a）所示，以滚动活塞与气缸的切点为界，滚动活塞的两半部分分别处于吸气腔和压缩腔中，气体力显然是沿着气缸长袖方向作用的，于是作用于滚动活塞1的气体力为：
作用于滚动活塞2的气体力为：
图5滚动活塞的受力分析
（2）气缸体的受力分析
如图4所示，作用于气缸体的力有：与滚动活塞之间的支反力Fn1、Fn2及其摩擦力Ft1、Ft2；气缸体与周围油膜之间产生的粘性摩擦力矩有：外表面处的力矩Mcp，端面处的力矩Mct。建立沿气缸内孔轴线方向的力平衡方程为：
式中Ft1、Ft2--Fn1、Fn2作用处的摩擦力，且Ft1=fFn1,Ft2=fFn2
f--滚动活塞与气缸内壁间的摩擦系数，其推荐值见文献[2]
于是可将式（18）整理为
假设气缸与缸壳之间的环形缝隙内充满油，且油作稳态层流的旋转运动，则作用于气缸外表面的粘性摩擦阻力矩为：
式中μ--油的粘度
rc--气缸体外半径
r2--缸壳内半径
气缸体下端面与缸盖平面构成推力轴承并承受气缸体的重量，假定此轴承处于边界状态，则摩擦力矩为[3]：
式中f1--摩擦系数
Wc--气缸体的重量
r0--气缸体平均内半径
（3）滚动活塞的受力分析
如图5（b）所示，作用于滚动活塞的力有：气体力、与气缸体间的约束力及摩擦力；滚动活塞与周围油膜之间产生的粘性摩擦力矩有：内表面处的力矩Mpi,端面处的力矩Mpt。
滚动活塞的运动为绕偏心轮中心和绕主轴中心两个转动复合而成，于是滚动活塞绕主轴中心形成的摩擦力矩为：
Mpts=f2Wpe(22)
式中f2--摩擦系数
Wp--滚动活塞重量
滚动活塞绕偏心轮中心形成的摩擦力矩为；
式中rpi--滚动活塞内半径
转子与偏心轮构成一轴颈轴承，则此处的摩擦力矩为：
式中ωp--滚动活塞相对运动角速度
rc--偏心轮半径
le--偏心轮长度
δe--轴承间隙
建立滚动活塞绕自身中心轴线转动的动力学方程为：
Ipωp=Ftrp+Mpi-Mpt(25)
式中Ip--滚动活塞的转动惯量
ωp--滚动活塞的角加速度
用数值方法求解上式可以求出滚动活塞1、2的相对角速度ωp1、ωp2的变化规律，具体步骤见文献[4]。
（4）主轴的受力分析
作用于滚动活塞上的气体力和约束力通过活塞与偏心轮间的油膜传递到偏心轮上构成压缩机的阻力矩，阻力矩的分析见后。除了偏心轮外表面处的摩擦力矩Mpi外，作用于主轴上的力矩还有支撑轴承处的粘性摩擦力矩Ms和原动机的驱动力矩Mm，Mm由原动机的特性确定。根据典型轴颈轴承粘性摩擦力矩的计算公式，则：
式中rs--主轴半径
lb--轴承的长度
δb--轴承的间隙
2.4惯性力及其平衡
双缸压缩机有两套气缸-活塞组件，主轴的两个偏心轮错开180°，两个气缸互呈90°，故它们产生的离心力大小相等、方向相反，对于整机而言，旋转惯性力得到了完全平衡。但两偏心轮的旋转惯性力未作用在同一直线上，从而构成旋转惯性力矩，因此转缸旋转压缩机仍需加平衡重以平衡其惯性力矩，其平衡重大小及加装位置与全封闭双缸压缩机相同，详见文献[4]。
3阻力矩
气体力形成的阻力矩如图5所示，对于双缸压缩机，气体力产生的阻力矩为：
(27)
(2)约束力形成的阻力矩：气缸体对滚动活塞的约束力通过滚动活塞传递到主轴的偏心轮上，构成压缩机的工作阻力，其形成的阻力矩为：
(28)
(3)总阻力矩：压缩机的总阻力矩为：
(29)
式中Mf--主轴的总摩擦阻力矩，
4机械摩擦损失
前面分析了转缸旋转压缩机中各摩擦部位位产生的力矩，对应的机械摩擦损失计算公式列于表1中。
表1机械摩擦损失的计算公式
摩擦部位损失的计算公式算例
绝对值（w）相对值（%）
气缸外表面
气缸端面
滚动活塞外表面
滚动活塞内表面
滚动活塞端面
支撑轴承Mcpω/2
Mctω/2
FtV
Mpi(ω-ωp)
Mptsω+Mpteωp
Msω18.4
34.8
20.7
2.1
9.8
16.118
34
20
2
10
16
5分析模型的应用
利用以上建立的分析模型，对电机功率为1KW的房间空调用转缸旋转压缩机进行分析。压缩机的技术参数为；rp=21mm,H=9.2mm,re=11mm,e=2.9mm,Vsmax=9.0cm3。工质为R410A。分析工况为：冷凝温度45℃，蒸发温度13℃，过冷度0℃，过热度10℃，压缩机转速2700r/min。
图6为气体形成的阻力矩随主轴转角的变化曲线，从图中可以看出，该曲线的变化周期为π；阻力矩的波动幅度较小，约为0.5N·m。另一方面，该转缸机构无往复运动件，旋转惯性力可以完全平衡。这样可使转缸旋转压缩机的振动保持在较低的水平上。
图6气体力形成的阻力矩
图7示出滚动活塞与气缸之间的约束力随主轴转角的变化。从图中可以看出，该约束力在0～60N之间波动，其值相对较小。另一方面，滚动活塞与气缸之间为滚动线接触，因此在处理R410A时的磨损会较小。
图7滚动活塞与气缸之间的约束力
压缩机各摩擦部位产生的机械损失列于表1中。从表中可以看出，转缸产生的机械摩擦损失较大，约占总损失的一半，因此，降低转缸的机械摩擦损失将是进一步改善压缩机效率的关键。
6结论
本文建立的转缸旋转压缩机的动力学分析模型可用于实际产品的研究与开发。
利用该模型对房间空调用转缸压缩机进行全面分析，分析结果表明：
(1)转缸旋转压缩机没有滑板，所有运动件都作滚动或转动，振动和磨损均比较小，因此，它比较适合处理HFC类制冷工质，有望发展成为新一代环保房间空调用压缩机。
(2)转缸旋转压缩机的运动副多，机械摩擦损失大，因此降低机械摩擦损失特别是转缸的损失，将是进一步改善压缩机效率的关键。
参考文献
1KiyoshiSawaietal.DynamicAnalysisofNewVolumetricCompressorwithRotatingCylinderandPiston.ProceedingsofFifteenInternationalCompressorEngineeringConferenceatPurdueUniversity,USA.,2000:777～784
2郁永章.容积压缩机技术手册（第25章）.北京：机械工业出版社，2000
篇6
关键词：预应力桩基础
90年代以来，广东湛江沿海滩涂和软土地区，高强度预应力混凝土管桩已被推广应用于房屋建筑和桥梁、码头等工程中。软土地基广泛采用预制桩基础，用柴油锤击入桩时噪声大且拌有浓烟油污，尤其在市区中心和居民区内的施工中，有悖于环境和文明施工要求。以液压法压入式施工桩工艺替代锤击，既无噪声也对环境无任何污染，具有广泛的应用前景。本文以湛江自来水公司、湛江海运集团公司工程的桩基工程为例，介绍高强度预应力混凝土管桩的施工方法，设计、施工中应注意的事项及适用条件以及桩的质量控制。
1工程概况
(1)湛江自来水公司综合住宅楼工程框架结构九层，总高度为31．50m。位于湛江市海滨地带，地质状况：地面以下2．5～4m为机械吹填海砂层，地表平坦，砂层往下为淤泥层，属冲刷和淤泥环境沉积类型。第四纪软土厚度较大，特别是第二层的淤泥层，厚度达8．50～15．20m，层面为极具特色的海陆沉积湛江组层型。场区下水位于地表下1．20m层面，属上层滞水带类型。该工程桩基设计采用高强度预应力混凝土管桩(桩径为500mm，壁厚100mm，管桩混凝土强度C80)，单桩承载力为700kN，有效桩长为26—29m，总桩数230根，采用三节接桩。基础采用群桩上的整体筏板及局部承台。
(2)湛江海运集团综合住宅楼工程框架结构九层，总高度为32．10m。地质状况属软土地基，从第l层～第8层均为松软地层，力学性质差，第9层持力层为地表下深25m以上的厚8～14m的粘土层(?κ＝190kPa)。本工程位于市区中心，周围的东、北、西三面为多层住宅群，距离6～8m；南面临街。该工程的桩基础设计采用先张高强度预应力混凝土管桩(直径为400mm，管桩壁厚95mm，混凝土强度为C80)，单桩承载力为700kPa，桩长27～30m，总桩数289根，采用三节接桩，基础采用群桩上分组承台。
2预应力混凝土管桩的质量检验与试验
桩的质量检验液压法压桩同锤击法沉桩，但可利用静力压桩机作反力平衡装置进行桩的静载试验，可省去设置锚桩和反力梁等。为了保证工程的质量，必须分阶段进行单桩承载力的静载和动测试验。
2．1静载试验法
以湛江海运集团综合住宅楼的桩基质量试验为例：管桩的静载试验要模拟实际荷载情况，通过静力加压，得出3根试桩荷载一沉降关系曲线近似试桩的入土深度分别为－28．50m、－29．70m和－29．90m，表明均进入第9层粘土层。根据上述系列关系曲线，综合评定确定其容许承载力，它已较好地反映单桩的实际承载力，满足设计要求。
预应力混凝土管桩在桩身强度达到设计要求的前提下，对于粘性土，不应少于15d，且待桩身与土体的结合基本趋于稳定，才能进行试验。
上述试验曲线表明，试桩的桩周摩擦阻力和端承力发挥正常，桩身质量良好，其承载力标准值均大于设计要求700kN的标准值。
单桩竖向抗压静载试验一般采用油压千斤顶加载，千斤顶的加载反力装置可根据现场实际条件采用如下方法：
(1)锚桩横梁反力装置：由4根锚桩、主梁、次梁、油压千斤顶以及测量仪表等组成。锚桩、反力梁装置能提供的反力应不小于预估最大试验荷载的1．2～1．5倍。
(2)压重平台反力装置：由支墩、钢横梁、钢锭、油压千斤项及测量仪表等组成。压重量不得少于预估试桩破坏荷载的1．2倍；压重应在试验开始前一次加上，并均匀稳固的放置于平台上。
2．2动测试验法
动测试验法，又称动力无损检测法，是检测桩基承载力及桩身质量的一项新技术。高应变动力测试法，也是作为静载试验的补充。采用PDA打桩分析仪桩基测试方法，是利用重锤锤击桩头使桩头产生一个永久性位移而得出桩的极限承载力和桩身结构完整资料。
海运集团综合住宅楼桩基的动测试验的试桩数为9根。
3液压入桩的施工方法
3．1施工程序
液压管桩的施工程序为：测量定位一桩机就位—)复核桩位一吊桩插桩一桩身对中调直一静压沉桩一接桩一再静压沉桩一送桩一终止压桩一桩质量检验一切割桩头一填充管桩内的细石混凝土。
3．2施工要点
(1)静力压桩单桩竖向承载力，可通过桩的终止压力值大致判断，但因土质的不同而异。桩的终止压力不等于单桩的极限承载力，要通过静载对比试验来确定一个系数，然后再利用系数和终止压力，求出单桩竖向承载力的标准值?κ，即?κ＝k?s。如判断的终止压力值不能满足设计要求，应立即采取送压加深处理或补桩，以保证桩基的施工质量。
压桩应控制好终止条件。湛江海运集团综合住宅楼桩基工程，压桩到设计桩长时，压力表的压力达到单桩承载力2．7倍时，即可停止压桩，否则应增加桩长，并会同设计单位另行处理。
(2)压桩应连续进行，采用硫磺胶泥接桩间歇不宜过长(正常气温下为10～18min)3接桩面应保持干净，浇注时间不应超过2min；上下校中心线应对齐，偏差不大于10mm；节点矢高不得大于1％桩长。
(3)垂直度控制，调校桩的垂直度是沉桩质量的关键，须高度重视。插桩在一般情况下人土30～50㎝为宜，然后进行调校。桩机驾驶人员在施工长的组织、指挥下，掌握好双方角度尺两个方向上都归零点，使桩机纵横方向保持水平，调校垂直在规范允许值以内才能沉桩。在沉桩过程中施工员随时观察桩的进尺变化，如遇地质层有障碍物、桩杆偏移时，应分一二个行程逐渐调直。
3．3沉桩线路的选定
预应力桩基施工时随着人桩段数的增多，各层地质构造土体密度随之增高。土体与桩身表面间的摩擦阻力也相应增大，压桩所需的压入力也在增大。为使压桩中各桩的压力阻力基本接近，入桩线路应选择单向行进，不能从两侧往中间进行(即所谓打关门桩)，这样地基土在人桩挤密过程中，土体可自由向外扩张，即可避免地基土上溢使地表升高，又不致因土的挤压而造成部分桩身倾斜，保证了群桩的工作基本均匀并符合设计值。湛江海运集团综合住宅楼工程毗邻居民集聚地，东、北、西三面房屋较近，沉桩线路应为桩中心离建筑物近处开压，企图将各土层自北向南排挤(南面临街无建筑物)，尽可能地降低挤土效应影响。·
3．4管桩与承台的连接方式
上述工程管桩与承台采用刚接。管桩的桩头均采用专用工具锯断，断口平齐，故不能利用桩身内的钢筋伸入承台作为连接的钢筋。在桩头的桩管内填充4200mm高的C30细石混凝土，并在混凝土中均分插入6ф14钢筋与承台连接。图1为管桩与承台连接大样。
4管桩的设计及施工中应注意的事项
(1)管桩的造价较高，桩基础设计时须根据上部荷载、工程地质条件等综合考虑，多方案比较后方可采用。同一工程中桩的规格、型号不应太多，以免造成施工困难，特别是注意避免造成施工错误。
(2)综合考虑地质情况和桩身强度，确定单桩承载力。管桩为开口桩，根据现场压桩观察分析，在入土过程中，会较快地在桩尖处形成一土楔，使其入土时的挤土情况与闭口桩无异，故在确定单桩承载力时将开口桩按闭口桩考虑。
(3)适当限制压桩速度，沉桩速度一般控制在lm／min左右为宜，使各层土体能正确反映其抗剪能力。当地基表层中存在大块石头等障碍物时，要避免压偏。
(4)压桩机应根据土质情况配足额重量或选用相应的液压桩机。
(5)若采用焊接法接桩时，须分层均匀地将套箍对焊的焊缝填满，为加快施工速度，减少接桩时间，可设2～3名焊工同时施焊，焊毕停约lmin即可进行沉桩。
(6)管桩身不受损坏；桩帽、桩身和送桩的中心线应重合；压同一根桩应缩短停息时间。
(7)压桩机的液压入桩有一定的垂直行程高度，如YZY360桩机的垂直行程为1．5m，即每入桩1．5m即松开抱桩器。开动油泵使之上移，再抱桩固定压入，循环作业。在开始的第一二个行程，要特别注意控制桩身的垂直度。
(8)记录入桩行程深度及相应压力值，以判别入桩情况正常与否及桩的承载能力。
(9)为减少静力压桩的挤土效应，应采取如下措施：
a)设置袋装砂井或塑料排水板，以消除部分超孔隙水压力，减少挤土现象。袋装砂井直径一般为70～80mm，间距l～1．5m，深度10～12m。塑料排水板的深度、间距与袋装砂井相同。
篇7
在电网中,高压交流隔离开关用来合、分无负荷的电路及电气设备,其功能主要包括实现输送电力和安全隔离的作用,即在合闸状态能可靠地通过正常工作电流和规定短时间内的异常(故障)电流,而在分闸状态时触头间有符合规定要求的绝缘距离和明显的断开点,使负荷侧电力设备与电源安全隔离。对隔离开关的功能要求相对较少,所以其结构相对比较简单，没有灭弧装置，不能用来接通和断开负荷电流。高压交流隔离开关是户外式结构，绝大多数处在比较恶劣的户外条件下运行，直接暴露在大气环境中工作,容易受到环境和气候条件的影响，产品设计和制造应充分考虑这个因素，以保证在雨、风、冰、雪、灰尘、严寒和酷热等条件下均能可靠地工作。
2隔离开关常见的故障
隔离开关运行中常见的故障类型有以下几种：瓷瓶断裂故障、机构问题、导电回路发热。在系统运行中,隔离开关有比较多的缺陷和故障,涉及到多方面的问题。可以归纳为机构问题,包括操作卡涩以及合分闸不到位、锈蚀、进水受潮、干涩、机构卡涩、辅助开关失灵等,这些缺陷不同程度上导致开关合分闸不正常,拒动和合分闸不到位；其次是导电系统接触不良使得导电回路发热异常，其原因是开关触头弹簧失效使接触不良或者是合闸不到位,还有导电回路松动、开裂等,还有的是导电回路结构不良的问题；对安全运行威胁最大的是瓷瓶断裂故障,影响最为严重。
2.1瓷瓶断裂故障
发生这种故障的隔离开关尤以220kV等级为多,有的发展成重大事故,所以影响极大，支柱绝缘子和旋转瓷瓶断裂问题历年来都有发生，有的是运行多年的老产品,也有是刚投运才一年多的新产品。
绝缘子断裂与电瓷厂产品质量有关,也与隔离开关整体质量有关，绝缘子浇制不均等问题,此外还有水泥胶装的问题。另外质检手段不严也给运行留下隐患,有缺陷和有隐患的绝缘子没有被检测出来,被组装成产品后,对安全运行构成极大的威胁。
除了支持绝缘子外,旋转绝缘子断裂故障也时有发生,旋转绝缘子操作时主要受扭力作用,瓷瓶断裂事故至今仍不能有效的予以防止。
对瓷绝缘子断裂问题,必须要综合进行治理,首先从源头上抓起,绝缘子制造厂要严格工艺,稳定生产过程,每个绝缘子都应经过认真检验,保证合格品才能出厂，隔离开关制造厂要把好外购件关,加强检验,提高隔离开关整体质量。对同型号隔离开关在手动操作时比较其操作力矩,如出现操作困难,切忌强行进行操作。更好的方法是要开展隔离开关支柱瓷瓶缺陷检测新技术的试点和推广,进一步研究开发瓷瓶缺陷在线监测工作。建议在小修或大修检查时,应适当增加空载机械操作次数,以提高瓷瓶缺陷在停电操作中暴露的概率,有的检修时只操2～3次,实在太少了。
2.2机构问题
机构问题表现为拒动或分合闸不到位,往往在倒闸操作时发生。很多情况下故障不会扩大,现场可以进行临时检修和处理,当然会耽误停送电时间。发生问题的以老旧的GW4、GW7型开关居多，还有GW6隔离开关曾发生合闸后自动分闸故障(主要是平衡弹簧材质和工艺不良,甚至在运行中平衡弹簧锈断)；GW10、GW11产品曾发生闸刀三相拐臂的角度调整不对,机构输出轴法兰角度调整不到位,扇型齿轮爆齿,导致万向节法兰与机构法兰连接螺丝被切断、机构的限位开关铸铁件被打断、分合闸不到位等故障。
隔离开关在出厂时或安装后刚投产时,合分闸操作还比较正常。但过不了多久,有的在一、二年后,就会出现各种各样问题。有的因机构进水,操作时转不动,有的会发生操作时连杆扭弯,甚至转动瓷瓶与滑线轴间已拧成麻花,还有的在连杆焊接处断裂而操作不动。总之,由于机构卡涩问题会引起各种故障。
操作失灵首先是机械传动问题,早期使用的机构箱容易进水、凝露和受潮,转动轴承防水性能差,又无法添加油，长期不操作,机构卡涩,轴承锈死,强行操作往往导致部件损坏变形。另外,产品的传动结构设计不合理,操作阻力大也是重要原因。有些产品导电杆合闸限位与电动机配合不当,操作中造成涡轮开裂。有的GW4型隔离开关的闸刀机构传动主轴与垂直传动轴连结,采用半圆柱吻合结构,在电动操作时由于半圆柱变形发生相对位移,使合分闸不到位。还有由于接地刀锈蚀,使轴销断裂而无法操作。此外还有辅助开关问题,包括切换不到位或接点接触不良,导致电动操作失灵，这类问题,在设计制造阶段要进行认真的分析和试验研究,并且负责地做好每一台开关的出厂试验,决不能把缺陷遗留到运行现场。
隔离开关机构箱进水以及轴承部位进水现象很普遍。金属零部件的锈蚀问题也十分严重，包括外壳、连杆、轴销、弹簧等。曾发现有的GW6开关的中间机构箱上的防雨罩竟会锈蚀到不能碰的情况。操作机构箱外壳也会严重锈蚀。加之措施不当,导致机械传动失灵,导电接触系统造成接触不良。改进措施如机构箱改用不锈钢材料,对触头系统采用干工艺,对转动部位做到全密封防水,以实现终生免维护。
2.3导电回路发热
2.3.1隔离开关发热原因及特点
①运行年数长，设备趋于老化，静触指压紧弹簧特性变坏,也可能是静触指单边接触,触头夹紧弹簧松弛变形，夹力不够导致部分触指与动触头不接触，使触指与动触头接触面减少，动静触头存在污垢，还有是长期运行后材料易氧化锈蚀接触电阻过大增加，触指上有明显的烧伤坑点而造成。②合闸不到位或剪刀式钳夹结构夹紧不良。合闸角度存在偏差，致使接触面不够，连接螺栓紧固不够或过度致使螺栓断裂。③迎峰度夏负荷较大时发热频繁。④常年处于稳定大负荷状态。
2.3.2隔离开关发热的处理
①进行温度监测,根据发热温度及发展速度决定是否需要向调度申请改变运行方式或减少负荷。②改变运行的方式。③检修：隔离开关检修一般更换静触头弹簧夹和烧伤触指，清除动静触头氧化层，清洗动静触头，涂导电胶，紧固螺栓，彻底的办法是更换静触头。采用动触头两步运动的转动式或插入式触头结构将使产品质量有所提高,用户加强维护和坚持红外监测是减少和发现导电回路发热故障的有效手段。运行部门还应继续总结经验,希望通过制造厂和用户的共同努力,使国产高压隔离开关的产品质量和运行水平得到提高。
3隔离开关的运行巡视及维护
巡视工作是发现设备缺陷的有效手段，运行人员巡视中多次发现接点处有微微蒸汽，然后测温发现过热点，在特殊天气组织人员巡视，检查接点有无冒汽，雪水融化，设备上有无悬挂物等。应每月对端子箱、端子排清扫，清除浮灰，堵洞，用丙酮擦除机构部分油垢，检查三相动力电源及激励电源是否正常，处理操作失灵等缺陷。每次设备停电，都安排检修人员对隔离开关支撑瓷瓶及相关的独立支撑瓷瓶进行防污清洗，采用灰垢型清洗剂涂在瓷瓶上，数分钟后即可擦干净，然后用清水湿布擦几遍即可。对加热器进行改造，对端子箱、操作箱加装密封圈。在维护中发现端子松动，保险熔断，小开关接触不好，接地刀闸辅助接点转换不良等故障，都应及时给予了处理。每年冬季来临之前，对GW7-220型隔离开关支柱瓷瓶下部铸铁钻孔进行疏通，保证出水正常，防止结冰冻裂设备。
4隔离开关运行维护、检修方面建议
①年度开关单元检修时，加强对220kV母线隔离开关检修，应列入计划和规定。②隔离开关触头弹簧部件更换或整个静触头的更换应该视老化程度缩短周期。③动静触头接触面的电阻是发热的主要原因，检修后隔离开关导电回路电阻测量也是检验检修质量的手段，合格与否作为检修设备投运的条件。④接点在线温度监测是发现接点发热的主要手段，设备接点发热比较隐蔽，巡视发现较为困难，在线测温应进一步加强；重点测温是对普测发现温升超过一定值的部位定期进行测温；疑点测温就是负荷较大时对大负荷点及可能发热的部位进行在线测温。⑤建立接点过热的有关规定。⑥隔离开关接触器很多无防护罩,运行中容易发生误碰，应考虑补装完善。运行维护中要注意端子的紧固。箱门的密封圈易老化，要经常更换，良好的密封可减少维护工作量。
5结语
通过对部分隔离开关故障引起的事故的了解，对造成设备损坏甚至大面积停电的现象，我们必须对此加以足够的重视。应加强工艺质量管理，根据设备自身结构进行灵活处理；对于日常巡视，应及时掌握设备运行状况，发现故障尽快查明原因并排除隐患，保障电网安全可靠运行。随着科学技术的不断进步，隔离开关的不断完善，性能不断提高，建议各单位以安全为基础，对设备进行完善化和更换，保证系统的稳定性和安全性。
参考文献：
[1]史国超.中小型水电站金属结构及机电设备制造安装检测实用技术[M].郑州:黄河水利出版社,2006.
篇8
关键词：变压器热稳定保护配置整定
1引言
电力变压器的故障分为内部和外部两种故障。内部故障指变压器油箱里面发生的各种故障，主要靠瓦斯和差动保护动作切除变压器；外部故障指油箱外部绝缘套管及其引出线上发生的各种故障，一般情况下由差动保护动作切除变压器。速动保护（瓦斯和差动）无延时动作切除故障变压器，设备是否损坏主要取决于变压器的动稳定性。而在变压器各侧母线及其相连间隔的引出设备故障时，若故障设备未配保护（如低压侧母线保护）或保护拒动时，则只能靠变压器后备保护动作跳开相应开关使变压器脱离故障。因后备保护带延时动作，所以变压器必然要承受一定时间段内的区外故障造成的过电流，在此时间段内变压器是否损坏主要取决于变压器的热稳定性。因此，变压器后备保护的定值整定与变压器自身的热稳定要求之间存在着必然的联系。
2变压器设计热稳定指标
文献［1］中要求“对称短路电流I的持续时间：当使用部门未提出其它要求时，用于计算承受短路耐热能力的电流I的持续时间为2s。注：对于自耦变压器和短路电流超过25倍额定电流的变压器，经制造厂与使用部门协商后，采用的短路电流持续时间可以小于2s。”
GB1094．5—85中仅提供双绕组三相变压器对称短路电流I值的计算式：
式中：Zt为折算到所考虑绕组的变压器的短路阻抗，Zs为系统阻抗。
当以平均电压作为基准电压，以1000MVA为基准容量时，可以计算出与表1相对应的系统等值电抗标幺值如表2。
按以上设计考虑，一台220kV/120MVA普通三卷变压器，取变压器典型参数（高低压阻抗比为22．4）计算可知：低压侧能够承受的热稳定电流标幺值约为0．51。当两台这样的变压器并列运行，低压侧母线故障本侧分段开关跳开时，变压器低压绕组中可能的短路电流可达到0．75倍标幺值，比设计值增大了近50％。若三台这样的变压器并列运行，变耦变压器，按技术规程［2］要求，装设瓦斯保护、过激磁保护、双重差动保护，同时在其高、中压侧均装设了阻抗保护及零序方向电流保护，低压侧装设过流保护。这些保护均作用于跳闸。高、中压侧的阻抗保护和低压侧过流保护属变压器的相间后备保护。由于500kV变压器多为单相式变压器，所以变压器本体不会发生相间故障。在变压器所连接的高、中压系统中，线路保护一般配置了双重纵联保护，并有完整的后备保护，这样线路的故障一般会较快地切除，对变压器影响较小。因此，变压器的相间后备保护应主要在其各侧母线故障时起作用，特别是中、低压侧母线的故障（500kV侧母线设有双套母差保护）。中、低压母线故障流过变压器的短路电流大，不仅引起变压器绕组过热，还可能造成绕组的动稳定破坏，诱发严重的内部故障。零序方向电流保护属变压器的接地故障后备保护，可以反应变压器内部、高中压侧母线及与高中压母线邻近的电气设备的接地故障。
3．2220kV及以下变压器
220kV变压器多为三相式三卷变压器，按技术规程要求，一般装设瓦斯保护、差动保护，同时在其高、中压侧均装设了复合电压闭锁过流保护及零序方向过电流保护与间隙保护，低压侧装设复合电压闭锁过流保护。各侧复合电压闭锁过流保护及零序方向过电流保护综合，可以反应变压器内部、各侧母线及母线邻近的电气设备的接地与相间故障，作为变压器自身主保护及各侧母线及母线邻近的电气设备的后备保护。110kV及以下变压器一般装设瓦斯保护（对油浸式变压器）、差动保护，110kV侧零序过电流保护、间隙保护及各侧过流保护或复合电压闭锁过流保护，这些保护的作用与220kV变压器的作用相似。
4可能考验变压器热稳定性的故障
4．1500kV变压器
由于变压器自身主保护装置及其交、直流回路的完全双重化配置，应可以不再考虑变压器差动保护范围内故障对变压器热稳定性的考验。500kV系统母线、线路保护的完全双重化配置，快速保护在保护范围上的交叉布置，及完善的失灵保护，笔者认为可以不考虑500kV系统侧故障对变压器热稳定性的考验。
220kV系统侧线路保护双重化配置，母线保护目前多为单配置。因此，当母差保护校验停运或故障拒动时，变压器只能靠其后备保护动作使其脱离故障点。变压器开关（或转带时旁路开关）与TA间的故障很可能靠变压器后备保护脱离故障点。
变压器低压侧一般经由母线带站用变、电抗器及电容器，有的变电站可能带较少的站外负荷。很多站低压母线未配母差保护，因此母线故障变压器只能靠其后备保护动作使其脱离故障点；再者，当站用变或电抗器及电容器故障而其开关或保护拒动时，变压器也要靠其后备保护动作使其脱离故障点。
4．2220kV及以下变压器
对于两侧系统都有电源的联络变压器：任何一侧母差保护校验停运或故障拒动时；变压器开关与TA间故障时；旁路转带方式在主变套管TA至旁母引线、旁路母线、旁路开关与TA间故障时；母线（220kV母线除外）上其他开关所带电气设备故障而其开关或保护拒动时变压器只能靠其后备保护动作使其脱离故障点。
对于仅高压侧系统有电源的降压变压器：中、低侧母差保护校验停运或故障拒动时；中、低压侧变压器开关与TA间故障时；中、低压侧母线上其他开关所带电气设备故障而其开关或保护拒动时变压器只能靠其后备保护动作使其脱离故障点。
5变压器相间后备保护的配置与整定
变压器接地故障保护定值与其所带负荷的关系不大，因此接地故障后备保护的整定延时一般较短，能够满足2s的热稳定时间要求。在此仅关心变压器相间后备保护的定值问题。
5．1整定规程要求
《220～500kV电网继电保护装置运行整定规程》中要求［3］：
变压器各侧的过电流保护均按躲变压器额定负荷整定，但不作为短路保护的一级参与选择性配合，其动作时间应大于所有出线保护的最长时间。
变压器短路故障后备保护应主要作为相邻元件及变压器内部故障的后备保护。主电源侧的变压器相间短路后备保护主要作为变压器内部故障的后备保护。其它各侧的后备保护主要作为本侧引线、本侧母线和相邻线路的后备保护，并尽可能当变压器内部故障时起后备作用。以较短时限动作于缩小故障影响范围，以较长时限动作于断开变压器各侧断路器。
主电网间联络变压器的短路故障后备保护整定：高（中）压侧（主电源侧）相间短路后备保护动作方向可指向变压器，作为变压器高（中）压侧绕组及对侧母线相间短路故障的后备保护，并对中（高）压侧母线故障有足够的灵敏度，灵敏系数大于1．5；如采用阻抗保护作为后备保护，且不装设振荡闭锁回路，则其动作时间应躲过系统振荡周期，其反方向偏移阻抗部分作为本侧母线故障的后备保护。
供电变电所降压变压器的短路故障后备保护整定：高压侧（主电源侧）相间短路后备保护动作方向指向变压器，对中压侧母线故障有足够灵敏度。
5．2500kV变压器的保护
当220kV侧母差保护校验停运或故障拒动及开关与TA间故障时，变压器高压侧及本侧的阻抗保护对于金属性短路故障应能可靠动作，且保护整定延时可以在1．5～2．0s之间。如果短路为非金属性的，经弧光短路时，阻抗保护可能灵敏度不足或整定延时长于2．0s。最好在本侧设一个保变压器热稳定的反时限过流保护，其整定值应由变压器的热稳定要求决定。如果只设一个电压闭锁定时限的过流保护，则其电流定值应保证在变压器本侧流过的电流接近热稳定电流时可靠动作，如整定为0．8倍的设计允许热稳定电流值（主要考虑TA和保护装置本身的测量误差），且使变压器脱离故障点动作延时不长于2．0s。问题是当实际故障电流略小于保护定值时，保护将不能动作使变压器脱离故障点，故障电流仍有可能在较长的时间内造成变压器热稳定的破坏。所以，还需要有一个延时较长（如3．0～5．0s），动作值更小的电压闭锁过流保护。笔者认为：220kV侧母差保护双重化配置，并合理设计失灵保护，由它们共同实现使变压器快速脱离故障点，也应是较好的方案。（220kV母差保护直接跳变压器各侧开关，虽也可解决开关与TA间故障及母线故障变压器该侧开关拒动的问题，但在多数情况下多跳了开关，在一些情况下还可能导致500kV另一元件停电。）
变压器低压侧一般采用三角形接线，高、中压侧的阻抗保护很可能对低压侧短路起不到保护作用［4］。因此，变压器低压侧的电压闭锁过流保护多重化配置，才可以保证在任何情况下运行设备都由两套交、直流输入和输出回路相互独立，并分别控制不同断路器的继电保护装置进行保护。单相式500kV变压器的低压侧设有套管TA，可测量到变压器低压侧各相线圈流过的电流。在近低压侧断路器处还设有外附TA。这样的TA布局方便了低压侧保护多重化的交流电流回路接线要求，可将过流保护分别接于套管TA和外附TA。在保护装置设计和制造时，要做到过流各有自身的直流逆变电源和出口跳闸继电器。在二次回路设计时，要做到使它们的直流电源受不同的熔断器控制，其中一套保护的直流熔断器熔断时不影响其他过流保护的正常运行。在保护出口所跳断路器的设计中，应满足既有跳低压侧断路器的保护段，又有跳变压器各侧断路器的保护段。实际计算表明：此过流保护应能保证对低压母线的故障有足够的灵敏度且动作时间在1．0s以内。
5．3220kV联络变压器的保护
一般中压侧的电源较弱（不以中压侧的电压等级为主网架的电网），高压侧故障时流过变压器的故障电流远小于中、低压侧故障时流过的电流，应重点考虑中、低压侧相关设备短路时对变压器热稳定性的影响。
变压器低压侧：过流保护对于未装设母差的低压侧母线，应是此母线故障的主保护；装设了母差的低压侧母线，主变开关与TA间的故障（TA未在开关近母线侧时）也只能靠后备保护切除；作为出线保护的后备。基于另外两侧并列运行及故障时分段开关跳闸的因素，低压侧过流保护切除故障的时间不仅要不大于2．0s，而且要尽量压缩到更短的时间。实际运行中定值整定的可行性取决于低压侧是否有送出线路。低压侧为10kV的变压器，其出线一般直供用户，出线保护延时应限制在1s，主变低压侧过流保护的延时可控制在2s内。低压侧为35kV的变压器均有送出线路，此线路带下一级变电站，因此，此线路保护的延时按正常配合一般要长于1．5s，这就使得主变低压侧过流保护的整定延时大于2s。若将主变低压侧过流保护的延时整定为2s，必然与出线后备保护失配，有越级跳闸的可能。需要增加与出线保护限时电流速断配合的变压器低压侧短路过流保护，综合考虑有配合关系的保护定值，提高保护的速动性和选择性。此短路过流保护应有跳变压器各侧的功能。
变压器中压侧：使本侧相间后备保护动作时间不大于2s应该说有很大的困难。在现有按躲变压器负荷电流整定的过流保护整定原则不变的情况下，增加一段短路保护过流定值。为了压缩动作时间，可考虑与出线的阻抗II段配合，但要求此II段应对本线及相邻的下一级线路故障有灵敏度，联络线的阻抗II段因有电源的助增很难满足此要求。因此，变压器本侧电流定值应躲过出线阻抗II段保护范围末端的短路。对于辐射线可考虑与出线的阻抗II段配合（II段应对本线及相邻的下一级线路故障有灵敏度），躲过出线相联变电站其他侧母线短路流过本变压器的故障电流。短路过流保护动作后先跳本侧母联再跳变压器本侧开关最后跳各侧。实际系统试算表明，在变压器并列运行、系统有检修时此保护对本侧母线两相短路的灵敏度难以达到1．5的要求。可以考虑增加负序电流保护以提高两相短路的灵敏度，但综合考虑各种短路的需求，最好还是在本侧设一个保变压器热稳定的反时限过流保护，其整定值应由变压器的热稳定要求决定。
变压器高压侧：作为主电源的短路过流保护应作为变压器中、低压侧故障的后备保护。在中、低压侧故障但保护拒动或开关拒动时，高压侧过流保护应动作切除故障，并与中、低压的短路过流段配合，但对中、低压侧故障可能灵敏度不足，在220kV变压器保护微机化并实现双重配置，且中、低压侧过流都具有满足延时要求并跳三侧的保护段后，高压侧过流可不做严格要求。高压侧母线故障时，流过变压器绕组的电流一般较中、低压侧故障时小，变压器热稳定允许的情况下，由按躲额定负荷电流整定的过流保护动作（延时在5s左右）使变压器脱离故障。
5．4220kV及以下仅高压侧有电源的变压器保护
只考虑变压器中、低压侧相关设备短路时对变压器热稳定性的影响。
变压器低压侧：应与联变低压侧的保护相同。
变压器中压侧：增加一段短路保护过流定值，可考虑与出线的阻抗II段配合（II段应对本线及相邻的下一级线路故障有灵敏度），躲过出线相联变电站其他侧母线短路流过本变压器的故障电流，确保变压器的热稳定，其动作后先跳母联再跳变压器各侧。对于多级串供的线路保护要做好保护定值的综合考虑，尽量减少不配合。此短路过流保护若在某方式下对中压侧母线灵敏度不足时，应核算此时流过变压器的故障电流是否允许持续到按躲变压器负荷电流整定的过流保护动作。
变压器高压侧：与联络变类似，作为变压器中、低压侧故障的后备保护。也可增加一段短路过流保护，与中、低压的短路过流段配合。在中、低压侧故障但保护拒动或开关拒动时，高压侧过流保护动作切除故障。
以保大容量主设备安全为首，并尽量兼顾对用户供电可靠性的原则。尽可能将不配合点靠近用户，使保护越级动作造成的影响范围尽量缩小。重要用户负荷可以考虑用备投方式解决供电可靠性。
6建议
1）变压器作为电力系统中的重要电气设备，设计、制造及运行各环节都应注意其安全性。其动、热稳定性的设计应充分考虑变压器是否并列运行，并列运行的台数，几侧有电源及电网中性点接地方式等要求。
2）为了确保变压器运行中承受故障的热稳定性，制造厂应提供变压器绕组流过故障电流大小与允许时间的关系曲线，类似于发电机允许承受负序的A值要求。
3）变压器保护的配置与整定时，应根据制造厂提供的变压器绕组流过故障电流大小与允许时间的关系曲线配置与之相适应的保护。
4）变压器差动保护的范围应包括低压侧开关，使低压侧开关与TA间的故障不对变压器的热稳定构成威胁。
5）变压器保护应尽可能实现微机化，可以有较多的过流保护段，使各侧的过流保护能有相对较快的延时段跳变压器各侧开关，特别是中、低压侧保护跳变压器各侧开关的保护段有利于变压器尽快脱离故障点。
参考文献：
［1］GB1094．5—85，电力变压器［S］．
［2］GB14285－93．继电保护和安全自动装置技术规程［S］．
篇9
该器件组成的双电源主要应用于TFT-LCD显示器、手持式电子装置、便携式电子产品及膝上计算机等产品
引脚排列与功能
LM2717-ADJ的引脚排列如图1所示,各引脚的功能如表1所示。
有关参数(典型值)
LM2717-ADJ有关参数如下;静态电流IQ=2.7mA;基准电压VBG=1.267V;输入电压VIN为4~20V开关电流限制值:第1路为2.2A,第2路为3.2A;频率设定是电阻RF:RF=4.64kΩ时,Fsw=300kHz;RF=2.26kΩ时,Fsw=600kHz;关闭控制电源正常工作,VH>1.8V,电源关闭,NL<0.7V;输入电压VIN低于3.6V时低压锁存,输入电压VIN高于3.8V时正常工作。
典型应用电路
LM7217-ADJ的典型应用电路如图2及图3所示。图2是一种输入17～20V,输出15V及3.3V的应用电路;图3是在相同输入电压下,输出5V及3.3V的应用电路。这两个电路的基本参数都相同,主要差别在设定输出电压到反馈端的电阻分压器的阻值不同。图2、3中的CBOOTx,(x值是1或2)是自举式升压电容器,它可以提高驱动器的电压,保证N-MOSFET有足够的VQ电压,如图4所示。在上电的瞬间,从VINDCBOOSTLXCOUTS到地的电流给CBOOST及COUTX(包括COUTXA)充电,由于CBOOST<(COUTS+CBOOST),所以VIN的电压大部分降在CBOOST上。CBOOST上的电压VCBOOST等于驱动器电VDRI,保证了N-MOSEFT的VGS电压值。本文主要介绍电路中一些元器件参数的选择。
1输出电压的设定
输出电压VOUT与图1、2中的反馈电路分压电阻RFB(3)及RFB2(4)有关,其关系式为:
VOUT=(1+RFB1(3)/RFB2(4))X1.267V(1)
现RFB2(4)设为20kΩ,则在要求的VOUT下可求出RFB1()3值。例如,VOUT要求3.3V,RFB2设为20kΩ,按上式可求得RFB1,为32.09kΩ,可取33kΩ(图中RFB1=36.5kΩ、RFB2=20.4kΩ,则按公式计算出VOUT=3.53V,这考虑是在有负载时,输出电压有下降的原因,将电压提高了0.23V)。
篇10
1前言
根据有关资料的估算：从发电到供电，一直到用电的过程－广义电力系统中的各种电气设备（包括发电机、变压器、电力线路、电动机等）全部的电能消耗约占发电量的28％～33％。这对全国来说一年就有3178～3746亿kW·h的电能损耗在运行的电气设备中，相当于10个中等用电量的省的用电量之和。这说明节电潜力非常之大，但也说明我国电网线损率过高，是世界上产值能耗落后之国。
我国电网的线损率高达8.7％，而德国仅为4.6％，落后之因是：一是我国电网结构落后，网架薄弱，如电网中中小型老旧高能耗变压器拥有量太大，缺乏调节能力，造成事故率高，线损率高；二是电网运行管理落后，强调安全运行，忽视经济运行；三是陈旧的观念和粗放性管理促成线损率过高。总之，造成我国电网损耗大的主要原因是，我国城乡电网结构和企业电网结构中及电网运行管理中科技含量太低。
变压器在整个电力系统中是一种应用广泛的电气设备，一般说来，从发电、供电一直到用电，需要经过3～5次的变压过程，其自身要产生有功功率损失和无功功率消耗。由于变压器台数多，总容量大，所以在广义电力系统（包括发、供、用电）运行中，变压器总的电能损失占发电量的10％左右。这对全国来说，意味着全年变压器总的电能损失为1100亿kW·h以上，相当于3个中等用电量的省用电量之和。
我国变压器损耗电能如此之大，是由于我国的城乡电网中和企业电网中老的高能耗变压器数量太大之故。城乡电网中不仅有大量六、七十年代老旧变压器，有些单位还有四、五十年代变压器在运行，总计有1百多万台，占社会拥有量的40％以上。由于老旧变压器拥有量大，造成我国电网线损率过高。使我国电网结构中科技含量远远落后于发达国家。老旧变压器长期超期服役，更新速度慢，其主要原因是我国普遍存在资金短缺以及耗能设备更新观念落后，管理落后和技术经济决策失误所造成的。
2变压器更新换代的科学决策
在新世纪，在城乡电网改造中，我们要运用知识经济和科学技术，加速老旧变压器的更新换代。
在变压器更新换代中要有科学决策。
（1）树立商品经济中优胜劣汰的竞争观
现代化耗能设备管理的决策要求人们必须从产品经济观念转变为商品经济观念；从封建闭锁的小农经济观念转变为商品经济中的竞争观念，竞争的规律就是优胜劣汰。
（2）树立耗能设备技术磨损观念
耗能设备管理的科学理论的主要基础，从经济寿命观念出发，把产品经济的物质磨损观念转变为技术磨损观念。耗能设备的经济寿命系指耗能设备在制造过程中，不仅考虑设备的物质磨损，更主要的是按技术磨损确定设备的使用年限。耗能设备的"技术磨损"系指耗能设备在使用过程中，一旦社会上制造出的新设备，其技术性能和经济效益已比原设备继续使用优越时，就应按技术磨损进行决策更新设备。
（3）加速老旧变压器更新换代是经济效益不好的企业的重要举措之一。因为亏损的企业要想生存下去，必须走扭亏为盈之路。加速老旧变压器更新换代，这是低投入高产出的经济决策。
3变压器更新换代的节电潜力与社会效益
当前我国老旧变压器更新换代时，对老旧变压器淘汰要做到劣中汰劣，对新型变压器选型要做到优中选优，不要单纯立足于变压器资金投入少，更要充分考虑到运行中的节电效果，因此不应选择投资少能耗高的S7型变压器，应选择投资大节电效果好的S9型和非晶态变压器，由于节电效果好，多花的投资能很快收回。
